Добавил:
Upload Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз: Предмет: Файл:
Heat_exchanging_Proekt.doc
Скачиваний:
2
Добавлен:
22.11.2019
Размер:
11.65 Mб
Скачать

Варианты заданий для курсового проекта.

Вариант ( номер по журналу)

Производительность Q *10-6

Вт

(ккал/час)

Температура нагреваемой воды при входе в подогреватель t2/ 0С

Температура сетевой воды при входе в водоводяной подогреватель t1/ °C

Давление сухого насыщенного водя­ного пара р ат

Толщина загрязнения з мм

Коэфф теплопроводности загрязнения з

Примечание

1

0.233 (0.2)

75

4.0

0.3

1.0

2

0.465 (0.4)

70

4.5

0.4

1.2

3

0.698 (0.6)

65

5.0

0.5

1.4

4

0.930 (0.8)

60

5.5

0.6

1.6

5

1.05 (0.9)

75

3.5

0.1

0.5

6

1.40 (1.2)

70

4.0

0.2

0.7

7

1.63 (1.4)

65

4.5

0.3

0.9

8

1.86 (1.6)

60

5.0

0.4

1.0

9

2.09 (1.8)

75

3.5

0.5

1.2

10

2.33 (2.0)

70

4.0

0.6

1.4

11

2.56 (2.2)

65

4.5

0.7

1.6

12

2.80 (2.4)

60

5.0

0.8

1.8

13

3.03 (2.6)

75

3.5

0.9

2.0

14

3.26 (2.8)

70

4.0

1.0

2.0

15

3.49 (3.0)

65

4.5

0.9

1.8

16

3.72 (3.2)

60

5.0

0.8

1.6

17

3.96 (3.4)

75

3.5

0.7

1.4

18

4.20 (3.6)

70

4.0

0.6

1.2

19

4.42 (3.8)

65

4.5

0.5

1.0

20

4.66 (4.0)

60

5.0

0.4

0.8

21

4.42 (3.8)

75

3.5

0.3

0.6

22

4.20 (3.6)

70

4.0

0.2

0.4

23

3.96 (3.4)

65

4.5

0.1

0.6

24

3.72 (3.2)

60

5.5

0.0

0.8

25

3.49 (3.0)

75

4.0

0.9

1.8

26

3.26 (2.8)

70

4.5

1.0

2.0

27

3.03 (2.6)

65

5.0

0.9

2.0

28

2.80 (2.4)

60

3.5

0.8

1.8

29

2.56 (2.2)

75

4.0

0.7

1.6

30

2.33 (2.0)

70

4.5

0.9

1.4

1-2. ПРИМЕРЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ ТЕПЛООБМЕННИКОВ

Пример 1-1. Сравнение расчетных вариантов отопительного пароводя­ного подогревателя горизонтального типа и секционного водоводяного подогревателя

Задание. Произвести тепловой и конструктивный расчет отопи­тельного пароводяного подогревателя горизонтального типа и секцион­ного водоводяного подогревателя производительностью Q= ____ ккал/час (см. вариант задания). Температура нагреваемой воды при входе в подогреватель t2/= __ °С (см. вариант задания) и при выходе t2//=95 °С Температура сетевой воды при входе в водоводяной подогреватель t1/=140°C и при выходе t1//=80°C .

Прим. Влияние загрязнения поверхности нагрева подогревателя и снижение коэффициен­та теплопередачи при низких температурах воды учесть понижающим коэффициентом =0,65.

Для расчета пароводяного подогревателя приняты следующие до­полнительные данные: давление сухого насыщенного водя­ного пара р= __ ат (tн= ___° С); (см. таблицы вода-водяной пар на линии насыщения) температура конденсата, выходящего из подогревателя, tKонденс=tH, число ходов воды z=2; поверхность нагрева выполнена из латунных труб (=90 ккал/м чград, =105 ) диаметрами dвнутр=14мм, dнаруж=16мм. Загрязнение поверхности учесть дополнительным тепловым сопротивлением з/з= __/__ (в примере расчета з/з= 0,00015 м2чград/ккал 0.000129 м2град/Вт).

В обоих вариантах скорость воды wт (в трубках) принять по возможности близкой к 0,9 м/сек.

Для упрощения расчета принять в=1 000 кг/м3.

На основе расчетов выбрать аппараты, выпускаемые серийно, и сде­лать сопоставление полученных результатов.

Литература: [Л.Доп. 36, 64, З].

Расчет пароводяного подогревателя.

( Пример расчета приведен для следующих значений: температура нагреваемой воды при входе в подогреватель t2/= 70 °С, давление сухого насыщенного водя­ного пара р= 4 ат (tн= 142,9 °С); мощность Q=1*106 ккал/час, Q=1.163*106 Вт)

Решение. Расход воды опре­деляем по формуле ( теплоемкость воды "с" по справочнику или упрощенно с=1 ккал/кг , ( с=4.19 кДж/кг))

=106/(1*(95-70))=40000 кг/час

где теплоемкость воды с=1 ккал/кг , ( с=4.19 кДж/кг)

или

V= 40 м3/час.

Число трубок в одном ходе

=40/(3600*1*3.14*0.0142 /4)=72 шт.

где dв внутренний диаметр теплообменных труб

и всего в корпусе

п=по*z=72 •2=144 шт,

Рис. 1-4. Размещение трубок в трубной решетке трубчатого подогревателя.

а — по вершинам равносторонних треугольников;

б—по концентрическим окружностям.

Принимая шаг трубок (s1.5 dН) s=25 мм, угол между осями трубной систе­мы  =60° и коэффициент использования трубной решетки =0,7, опре­деляем диаметр корпуса:

=1.13*0.025*((144 sin(600 ))/0.7)0.5=0,378 м или 378 мм.

Определяем также диаметр корпуса по табл. 1-35 и рис. 1-4 при ромбическом размещении трубок.

Для числа трубок n==n/==144 находим в табл. 1-35 значение D//s =14 и, следовательно, D/==14•25=350 мм.

Диаметр корпуса составит (см рис 1-4):

D= D/+dН+2k=350+16+2 * 20=406 мм.

Где dН –наружный диаметр трубки,

k – "зазор" между периферийной трубкой и диаметром корпуса (см. рис 1-4.) k  (0,8 …1) s

По [6, 7] принимаем для корпуса подогревателя трубу диаметром 436/414 мм. (В случае больших диаметров можно ориентироваться на приводимые в приложениях конструктивные размеры серийно выпускаемых теплообменников).

Приведенное число трубок в вертикальном ряду

=1441/2= 12 шт.

Определяем коэффициент теплоотдачи п от пара к стенке.

Темпе­ратурный напор

=(95-70)/ln((142.9-70)/ (142.9-95))=59.7 С

Средние температуры воды и стенки (для стенки значение температуры ориентировочное, в последствии она будет пересчитана и уточнена при необходимости):

=142.9-59.7=83,2 C;

=0,5*(83,2+142,9)113 C.

Режим течения пленки конденсата определяем по приведенной дли­не трубки (критерий Григулля) для горизонтального подогревателя, равной:

(1-1)

где т—приведенное число трубок в вертикальном ряду, шт.; dНна­ружный диаметр трубок, м;

=142.9-113=29.9 0С

1/м 0С - температурный множитель, значение которого выбирается по табл. 1-1.

Т а б л и ц а 1-1

Значения температурных множителей в формулах для определения коэффициентов теплоотдачи

Конденсирующийся пар Н2О

Вода при турбулентном

движении

Температура насыщения, t, °С

A1, формула (1-1)

А2, формула (1-2)

А3, формула, (1-6)

A4*103. фор­мула (1-7)

Температу­ра t, 0С

A5, формула (1-3)

20

5,16

1,88

20

1746

30

7,88

2,39

30

1909

40

11,4

2,96

40

2064

50

15.6

3.56

50

2213

60

20,9

4,21

60

2350

70

27,1

4,91

70

2490

80

34,5

7225

10439

5,68

80

2616

90

42,7

7470

10835

6,48

90

2740

100

51.5

7674

11 205

7,30

100

2850

110

60,7

7855

11524

8,08

110

2957

120

70,3

8020

11 809

8.90

120

3056

130

82,0

8140

12039

9,85

130

3150

140

94,0

8220

12249

10.8

140

3235

150

107

8300

12375

11.8

150

3312

160

122

8340

12469

12,9

160

3385

170

136

8400

12554

14,0

170

2450

180

150

8340

12579

15,0

180

3505

При tн= 142,9° С имеем A1=97,9 (м*град)-1, тогда L=12*0,016* 29,9*97,9 ==562, т. е, меньше величины Lкр=3900 (для горизонталь­ных труб), следовательно, режим течения пленки ламинарный.

Для этого режима коэффициент теплоотдачи от пара к стенке на горизонтальных трубках может быть определен по преобразованной формуле Д. А. Лабунцова:

.

При tн==142,9°С по табл. 1-1 находим множитель A2==8243, тогда

=5 320 ккал/м2 – ч град., 6200

Определяем коэффициент теплоотдачи от стенки к воде. Режим течения воды в трубках турбулентный, так как

=1*0.014/0.353*10-6= 39 700,

где коэффициент кинематической вязкости воды (по справочнику)  =0,353 • 10-6 м2/c, при средней температуре воды t=83,2° С.

Коэффициент теплоотдачи три турбулентном движении воды вну­три трубок.

(1-3)

при t=83,2° С по табл. 1-1 множитель A5=2656, следовательно,

В=2656 * 10,8 / 0,0140,2 = 6250 ккaл/м2 ч-гpaд., 7270

В данном случае dэ=dв

Расчетный коэффициент теплопередачи (с учетом дополнительного теп­лового сопротивления з/з) определяем по формуле для плоской стенки, так как ее толщина меньше 2,5 мм:

= 1/(1/5320 + 0,001/90 + 0,00015 +1/6250) = 1 960 ккaл/м2ч-гpад., 2280

Уточненное значение температуры стенки трубок

=(142,9 *5320 + 83,2 * 6250)/(5 320 + 6 250)111°С.

Поскольку уточненное значение tст мало отличается от принятого для предварительного расчета, то пересчета величины п не производим ( в противном случае если отличие в данных температурах более 3% необходимо производить пересчет методом последовательных приближений до достижения данной точности).

Расчетная поверхность нагрева

=106/(1960*59.7)=8,55 м2,

Ориентируясь на полученную величину поверхности нагрева и на заданный в условии диаметр латунных трубок d=14/16 мм, выбираем пароводяной подогреватель горизонтального типа конструкции Я. С. Лаздана (рис. 1-24, табл. 1-23а) с поверхностью нагрева F =10,4 м2, площадью проходного сечения по воде (при z=2) fT =0,0132 м2, количеством и длиной трубок 172*1 200 мм, числом рядов трубок по вертикали т =12. Основные размеры подогревателя приве­дены в табл. 1-23 б.

Уточним скорость течения воды w в трубках подогревателя:

=40/(3600*0.0132)=0.84 м/сек.

Поскольку активная длина трубок l=1200 мм, длина хода воды L==l*z=1 200 * 2 =2400 мм.

Определяем гидравлические потери в подогревателе. Коэффициент гидравлического трения при различных режимах те­чения жидкости и различной шероховатости стенок трубок можно под­считать по формуле А. Д. Альтшуля [Л.Доп. 1]:

где k1приведенная линейная шероховатость, зависящая от высоты выступов, их формы и частоты.

Принимая k1=0 (для чистых латунных трубок), формулу можно представить в более удобном для расчетов виде (для гидравлически гладких труб):

(1-4)

Уточняем критерий Рейнольдса Re:

=0.84*0.014/0.353*10-6= 33 300

Таблица 1-2

Значения T=f(Re) для гидравлически гладких труб по формуле (1-4)

Re*10-3

T

Re*10-3

T

Re*10-3

T

Re*10-3

T

10

0,0303

80

0,0184

180

0.01565

320

0,0140

20

0.0253

90

0,0179

200

0,0153

340

0,0139

30

0,0230

100

0,0175

220

0,0150

360

0,0137

40

0.0215

120

0.0168

240

0,0147

380

0,0135

50

0,0205

140

0,0164

260

0,0146

400

0,01345

60

0.0197

160

0,0160

280

0,0144

70

0,0190

180

0.0156

300

0,0142

Используя табл. 1-2, по известной величине Re находим T =0,0226.

Таблица 1-3

Значение коэффициента загрязнения труб ХCT

Материал труб и состояние их поверхности

ХCT

Медные и латунные чистые гладкие трубы

1,0

Новые стальные чистые трубы

1,16

Старые (загрязненные) медные или латунные трубы

1.3

Старые (загрязненные) стальные тру­бы

1,51—1,56

Потерю давления в подогревателе определяем с учетом дополни­тельных потерь от шероховатости в результате загрязнений труб по табл. 1-3 и потерь от местных сопротивлений по табл. 1-4.

Т а б л и ц а 1-4

Коэффициенты местного сопротивления арматуры и отдельных элементов теплообменного аппарата

Наименование детали

Вентиль проходной d=50 мм при полном открытии

4,6

То же d=400 мм

7,6

Вентиль Косва

1,0

Задвижка нормальная

0,5-1,0

Кран проходной

0,6—2,0

Угольник 900

1,0-2,0

Колено гладкое 90°, R=d

0,3

То же, R=4d

1,0

Входная или выходная камера (удар и поворот)

1.5

Поворот на 180° из одной сек­ции в другую через проме­жуточную камеру

2,5

Наименование детали

То же через колено в секцион­ных подогревателях

2,0

Вход в межтрубное пространст­во под углом 90 ° к рабочему потоку

1.5

Поворот на 180° в U-образной трубке ..........

0,5

Переход из одной секции в дру­гую (межтрубный поток)

2.5

Поворот на 180° через перегородку в межтрубном прост­ранстве

1.5

Огибание перегородок, поддер­живающих трубы

0,5

Выход из межтрубного прост­ранства под углом 90°

1,0

Для условий проектируемого теплообменника по табл. 1-3 для за­грязненных латунных труб Хст=1,3, а по табл. 1-4 коэффициенты ме­стных сопротивлений имеют следующие значения:

 * n (кол-во гидро сопротивлений см. чертеж)

Вход в камеру

1,5 * 1=1,5

Вход в трубки

1,0 * 2=2,0

Выход из трубок

1,0 * 2=2,0

Поворот на 180°

2,5 * 1=2,5

Выход из камеры

1,5 * 1=1.5

Итого 

=9.5

Потеря давления в подогревателе (при условии w=const)

=

=(0,0225*2,4*1,3/0,014+9,5)*0,842 *1000/(2*9,81)=622 мм вод. ст.

(* В формуле для динамического давления здесь и везде ниже под g следует донимать коэффициент пересчета, равный 9,81 н/кгс.)

Гидравлическое сопротивление пароводяных подогревателей по межтрубному пространству, как правило, не определяется, так как его величина вследствие небольших скоростей пара (до 10 м/сек) очень мала.

Расчет секционного водоводяного подогревателя.

( Пример расчета для значений: температура сетевой воды при входе в водоводяной подогреватель t1/=140 °C , мощность 1*106 ккал/час (1.163*106 Вт), (коэффициент теплопровод­ности стали ==39 ккал/м - ч град, ==45 );

Расходы сетевой воды в трубках и воды, нагреваемой в межтрубном пространстве:

=106/(1*(140-80))=16700 кг/час

(где теплоемкость воды - с=1 ккал/кг)

или vt= 16,7 м3 /ч,

=106/(1*(95-70))=40000 кг/час

или vt= 40,0 м3 /ч,

Площадь проходного сечения трубок (при заданной в условии рас­чета скорости течения воды в трубках w=1 м/сек)

=16.7/(3600*1)=0.00464 м2.

Выбираем подогреватель по МВН-2050-62 (рис. 1-25). Согласно табл. 1-24а он имеет: наружный диаметр корпуса 168 мм и внутренний— 158 мм, число стальных трубок (размером 16х1.4 мм (т.е. dH=16 mm dB=13.2mm)) n =37 шт., пло­щадь проходного сечения трубок fт ==0,00507 м2, площадь проходного се­чения межтрубного пространства fмт ==0,0122 м2.

Скорость воды в трубках и в межтрубном пространстве:

=16.7/(3600*0.00507)=0.91 м/с.

=40/(3600*0.0122)=0.91 м/с.

Таким образом, в результате расчета совершенно случайно получены одинаковые скорости воды (wT=wMT).

Эквивалентный диаметр для межтрубного пространства

= 4*0,0122 / (3,14 * (0,016*37 + 0,158) =0,0207 м:

Средняя температура воды в трубках и между трубками:

=0,5*(140+80)=110 0C.

При этой температуре температурный множитель, необходимый для дальнейших расчетов (по табл. 1-4 A5T 2960);

=0,5*(70+95)=82,5 0C.

5МТ  2650).

Режим течения воды в трубках (при t1 = 110 0C, T = 0,271*10-6 м2/сек) и межтрубном пространстве (при t = 82,5 0C, МТ = 0,357*10-6 м2/сек) турбулентный, так как

=0.91*0.0132/(0.271*10-6) = 44 500

=0.91*0.0207/(0.357*10-6) = 52 800

Коэффициенты теплоотдачи (для турбулентного режима течения воды)

=2960*(0.910.8/0.01320.2)= 6 530 ккал/м2ч град, 7600

(в данном случае dЭ=dВ);

=2650*(0.910.8/0.02070.2)= 5 350 ккал/м2ч град, 6220

Расчетный коэффициент теплопередачи (коэффициент теплопровод­ности стали ==39 ккал/м - ч град) определяем по формуле для плоской стенки, так как ее толщина меньше 2,5 мм:

=0.65 / (1/6530 + 0.0014/39 + 1/5350)= 1 730 ккал/м2ч град, 2010

Температурный напор

=((140-95) – (80-70))/ ln(140-95)/(80-70) =23,3°С.

Поверхность нагрева подогревателя

=106/(1730*23,3)=24,8 м2,

Длина хода по трубкам при среднем диаметре трубок d= 0,5(dH+dB); d= 0,5(0,016+0,0132) =0,0146 м

=24.8/(3.14*0.0146*37)=14.6 м.

Число секций (при длине одной секции lТ= 4 м)

Z=LT / lT =14,6 / 4 = 3,65 секции; принимаем 4 секции.

Уточненная поверхность нагрева подогревателя согласно техниче­ской характеристике выбранного нами аппарата составит:

F=F/ Z=6,84*4 27,4 м2.

Действительная длина хода воды в трубках и межтрубном про­странстве LT=4*4=16 м; LMT=3,5*4=14 м (при подсчете LMT расстояние между патрубками входа и выхода сетевой воды, равное 3,5 м, выбрано из конструктивных соображений).

Определяем гидравлические потери в подогревателе. Коэффициенты гидравлического трения для трубок и межтрубного пространства определяем по формуле Альтшуля при k=0,3*10-3 мм (для бесшовных стальных труб изготовления высшего качества):

; (1-5)

=0,022:

=0,0145.

Коэффициенты местных сопротивлений для потока воды в трубках, принимаем по табл. 1-4.

 * n(кол-во данных сопротивлений см. чертеж)

Вход в трубки

1,5 * 4=6.0

Выход из трубок

1,5 * 4=6,0

Поворот в колене

0,5 * 3=1.5

 =13,5

Суммарный коэффициент местных сопротивлений для потока воды в межтрубном пространстве определяется из выражения.

Отношение сечений входного или выходного патрубка fмт/fпатр = 1.

=13.5*1*4=54.

Потери давления в подогревателе с учетом дополнительных потерь Хст от шероховатости (для загрязненных стальных труб по табл. 1-3 принимаем Хст =1,51):

=

=(0,022*16*1,51/0,0132+13,5)*0,912 *1000/(2*9,81)=2400. мм вод. ст.

Потери в межтрубном пространстве подсчитываются по аналогич­ной формуле, но лишь в том случае, когда сумма значений коэффициен­тов местных сопротивлений мт определена по указанной выше фор­муле, в противном случае расчет потерь pмт значительно усложняется.

Итак,

=

=(0,0145*14*1,51/0,0207+53,5)*0,912 *1000/(2*9,81)=2890. мм вод. ст.

Сведем полученные результаты в табл. 1-5 и сравним их между собой.

Таблица 1-5

Расчетные данные кожухотрубчатого и секционного водоводяных теплообменников

Тип теплообменника

Коэффициент теплопередачи K, ккaл/м2•ч•гpaд, ( )

Темпера турный напор t, °С

Поверхность нагрева

F, м2

Диаметр корпуса

D, м

Длина корпуса

L. м.

Гидравличес­кое сопротив­ление p

м вод. ст.

Число ходов z

Кожухотрубчатый

1960, (2280)

59,7

10,4

0,414

1,81

0,622

2

Секционный

1730, (2010)

23,3

27,4

0,168

4,36

2,89

4

Выводы.

Сравнение показывает, что для данных условий кожухотрубчатый те­плообменник имеет те преимущества, что он более компактен и гидрав­лическое сопротивление его меньше.

Часть вторая.

Соседние файлы в предмете [НЕСОРТИРОВАННОЕ]